机械设计课程设计概述.docx

机械设计课程设计

2023/2023学年第二学期
指导老师：王峥

2023级机械设计制造及自动化

学号： 顶
姓名： 张恒 顶

2023-05

目录

1 课程设计题目
1.1 内容
1.2 目的
1.3 任务陈述
1.4设计的关键

2 传动装置的总体设计
2.1传动方案的拟定
2.2 电动机的选择
2.3 传动比的计算及分派
2.4 传动装置的运动、动力参数计算

3 传动件的设计计算
3.1 减速器外传动件的设计计算
3.1.1v带设计

3.2 减速器内传动件的设计计算
3.2.1齿轮传动设计（1、2轮的设计）
3.2.2齿轮传动设计（3、4轮的设计）
4 键连接的选择及校核计算
4.1输入轴键选择及校核
4.2中间轴键选择及校核
4.3输出轴键选择及校核
5 轴承选择及校核计算
5.1输入轴的轴承计算及校核
5.2中间轴的轴承计算及校核
5.3输出轴的轴承计算及校核
6 联轴器选择
7 减速器的润滑及密封
7.1减速器的润滑
7.2减速器的密封
8减速器附件及箱体重要结构尺寸

1、 课程设计题目：
设计铸工车间的砂型运送设备。该传送设备的传动系统由电动机、减速器和输送带组成。
每日 两 班制工作，工作期限为2023。
已知条件：输送带带轮直径d= 300 mm，输送带运营速度v= 0.69 m/s，输送带轴所需拉力F= 6000 N。

1.1内容
1.设计二级圆柱齿轮减速器，计算带传动的重要性能参数。
2.绘制齿轮减速器的装配图一张；绘制低速轴上的齿轮的传动件的工作图一张；绘制从动轴的零件工作图；绘制减速器箱体的零件工作图一张。
3.写出设计计算说明书一份。
1.2 目的
（1） 通过课程设计实践，树立对的的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。 
（2） 学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。       
（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正
确计算零件工作能力，拟定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护规定，之后进行结构设计，达成了解和掌握机械零件，机械传动装置或简朴机械的设计过程和方法。       
（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。
1.3 任务陈述
1、绘制传动装置装配图一张（A0/A1）；
2、绘制传动装置中轴、齿轮零件图各一张(A3)；
 3、编制设计说明书一份。（字数在8000字左右）
1.4设计的关键
设计的重中之重在于二级展开式圆柱斜齿轮减速器的设计，需要通过计算减速器内部各种零件的性能参数使其达成规定的强度、刚度规定进而对减速器进行设计。其重要环节如下：
第一步　选择原动机
第二步　分派传动比　计算各轴的转速，力矩
第三步　齿轮传动设计与计算
第四步　轴的设计与计算
第五步　联轴器的选择与设计
第六步　轴承的选择与校核
第七步　润滑方式选择
第八步　其它附件如端盖　油标　等各种附件的选择
第九步　减速器箱体的设计

2 传动装置的总体设计

2.1传动方案的拟定
（1）根据工作规定和工作环境，选择展开式二级圆柱直齿轮减速器传动方案。此方案工作可靠、传递效率高、使用维护方便、环境合用性好。
（2）为了保护电动机，其输出端选用带式传动，这样一旦减速器出现故障停机，皮带可以打滑，保证电动机的安全。
（3）由于带传动的承载能力较低，传递相同转矩时结构尺寸较大，但传动平稳，能缓冲吸震，因此，应将其布置在高速的一端。
（4）直齿圆柱齿轮相对于带传动有一定的冲击，所以放在传动装置的速度低的一端。 故该机器涉及原传动机、传动装置、工作机三部分组成，并且结构紧凑，匀称、强度和刚性号，便于操作和维修。

2.2 电动机的选择
2.2.1电动机的类型
按工作规定和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。
2.2.2电动机的功率

式中：为工作机的阻力，；为工作机的线速度，m/s；为工作机的效率，带式传动机可取=0.96
其中：=6000N，=0.69m/s，=0.96
得
2、电动机的输出功率为

——电动机至滚筒轴的传动装置总效率。
—— 工作机实际需要的电动机的输出功率。
——工作机所需的输入功率
且传动装置的总效率公式为：

式中，为传动系统中各级传动机构、轴承以及联轴器的效率。
查《机械设计课程设计》第三章表3-1可知
——带传动效率：0.96
——每对轴承的传动效率：0.99
——圆柱齿轮的传动效率：0.98
——联轴器的传动效率：0.99
——卷筒的传动效率：0.96
由简图可知共有三对轴承，两对齿轮，一个联轴器，两种传送带。
所以传动装置的总效率为：
=0.85
3、电动机所需功率为：

因载荷平稳 ，电动机额定功率只需略大于即可，，查《机械设计课程设计》表17-7选取电动机额定功率= 。
2.2.3电动机转速的拟定
滚筒轴工作转速：

由《机械设计课程设计》表3-2得展开式减速器的传动比为：=9~25
V带的传动比为：=2~4
得总推荐传动比为：18~100
所以电动机实际转速的范围为：
791.08~4395r/min
查《机械设计课程设计常用标准和规范》表17-7可知
符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。
但是电动机的转速范围为791.08~4395r/min，且3000r/min的电动机的转速过高。故选用同步转速1500r/min的电机。
型号为Y132S-4，满载转速。

2.3 传动比的计算及分派
1、总传动比为:
其中是电动机的满载转速，是电动机的工作转速。
2、分派传动比
为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选V带传动比：；
则减速器的传动比为：；
考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应当有相近的浸油深度。应使两级的大齿轮具有相似的直径（低速级大齿轮的直径应略大一些，使高速级大齿轮的齿顶圆与低速轴之间有适量的间隙）。
设高速级的传动比，低速级的传动比为，对于二级展开式圆柱齿轮减速器：

取=3.75，则低档传动比为：
；

2.4 传动装置的运动、动力参数计算
2.4.1各轴的转速：
电机轴：==1440r/min
1轴: ；
2轴: ；
3轴: ；
滚筒轴:

2.4.2各轴的输入功率：
电机轴：=
1轴: ；
2轴: ；
3轴: ；
卷筒轴:
2.4.3各轴的输入转矩：
电机轴: ；
1轴: ；
2轴: ；
3轴: ；
滚筒轴:
2.4.4整理列表
轴名
功率
转矩

转速
电机轴
5.5
36.48
1440
1
5.28
105.05
480
2
5.12
382
128
3
4.97
1079.7
43.96
滚筒轴
4.87
1058
43.96

3 传动件的设计计算

3.1 减速器外传动件的设计计算
3.1.1 V带设计
3.1.1.1 原始数据
电动机功率—— kw
电动机转速—— r/min
V带理论传动比——
3.1.1.2设计计算
拟定计算功率
根据两班制工作，空载启动，连续，单向运转，载荷稳定，工作期限2023。
表8-8 查得工作系数KA=1.2

3.1.1.3 选择V带的带型
根据、由图8-11选用A型。
3.1.1.4 拟定带轮的基准直径并验算带速v
1） 初选小带轮的基准直径。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径=80mm
2） 验算带速按式（8-13）验算带的速度

由于，故带速合适
3.1.1.5 计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径

根据表8-9，取标准值为mm
3.1.1.6 拟定V带的中心距a和基准长度
1） 根据式（8-20），初定中心距
2） 由式（8-22）计算带所需的基准长度

由表8-2选带的基准长度。
3） 按式（8-23）计算实际中心距

由式（8-24）可得中心距的变化范围为338.25mm~394.5mm。
3.1.1.7验算小带轮上的包角

3.1.18计算带的根数z
1） 计算单根V带的额定功率。
由，查表8-4得
根据，i=3和A型带，查表8-5得
查表8-6得，查表8-2得，于是
2） 计算V带的根数z。

取10根。
3.1.1.9 计算单根V带的初拉力
由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以
=
=97.82N
3.1.1.10 计算压轴力

3.1.1.11 重要设计结论
带型
带轮基准直径(mm)
传动比
基准长度(mm)
A

3
1250
中心距（mm）
根数
初拉力(N)
压轴力(N)
663
10
97.82
1901.18
3.1.1.12 带轮的结构设计
1、带轮的材料：
采用铸铁带轮（常用材料HT200）
2、带轮的结构形式：
V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，较小，所以采用实心式结构带轮。
3.2 减速器内传动件的设计计算
3.2.1 齿轮传动设计（1、2轮的设计）
1. 选精度等级、材料及齿数
（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。
（2）一般工作机器，选用8级精度。
（3）选小齿轮齿数z1 = 22，大齿轮齿数z2 = 22×3.75 = 82.5，取z2= 83。
（4）压力角a = 20°。
2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

1）拟定公式中的各参数值。
①试选载荷系数KHt = 1.6。
②计算小齿轮传递的转矩
T1 = 105.05 N/m
③选取齿宽系数φd = 1。
④由图查取区域系数ZH = 2.5。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε 。
端面压力角：
aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] = arccos[22×cos20°/(22+2×1)] = 30.537°
aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] = arccos[87×cos20°/(87+2×1)] = 23.284°
端面重合度：
ea = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2π
= [22×(tan30.537°-tan20°)+83×(tan23.284°-tan20°)]/2π = 1.71
重合度系数：
Ze = = = 0.874
⑦计算接触疲劳许用应力[sH]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。
计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×480×1×10×300×2×8 = 1.38×109
大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.38×109/3.75 = 3.69×108
查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.91。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[sH]1 = = = 528 MPa
[sH]2 = = = 500.5 MPa
取[sH]1和[sH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[sH] = [sH]2 = 500.5 MPa
2）试算小齿轮分度圆直径

=
= 66.44mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
v = = = 1.667m/s
②齿宽b
b = = 1*66.44 = 66.44mm
2）计算实际载荷系数KH
①由表查得使用系数KA = 1。
②根据v = 1.67 m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数KV = 1.02。
③齿轮的圆周力
Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×105.05/66.44 = 3162.252N
KAFt1/b = 1×3162.252/66.44 = 47.60 N/mm < 100 N/mm
查表10-3得齿间载荷分派系数KHa = 1.2。
④由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.457。
由此，得到实际载荷系数
KH = KAKVKHaKHb = 1×1.02×1.2×1.457 = 1.783
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1 = = 66.44× = 68.89mm
及相应的齿轮模数
mn = d1/z1 = 68.89/22 = 3.13 mm
模数取为标准值m = 3 mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1 = z1m = 22×3 = 66 mm
d2 = z2m = 83×3 = 249 mm
（2）计算中心距
a = (d1+d2)/2 = (66+249)/2 = 157.5 mm
（3）计算齿轮宽度
b = φdd1 = 1×66 = 66 mm

4.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿根弯曲疲劳强度条件
sF = ≤ [sF]
1）拟定公式中各参数值
①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Ye
Ye = 0.25+0.75/ = 0.25+0.75/1.71 = 0.689
②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1 = 2.69 YFa2 = 2.23
YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.79
③计算实际载荷系数KF
由表10-3查得齿间载荷分派系数KFa = 1.2
根据表10-4用插值法查得KHb = 1.426，结合b/h = 9.78查图10-13得KFb = 1.427
则载荷系数为
KF = KAKvKFaKFb = 1×1.12×1.2×1.427 = 1.918
④计算齿根弯曲疲劳许用应力[sF]
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87
取安全系数S=1.4，得
[sF]1 = = = 303.57 MPa
[sF]2 = = = 236.14 MPa
2）齿根弯曲疲劳强度校核
sF1 =
= = 74.863 MPa ≤ [sF]1
sF2 =
= = 70.31 MPa ≤ [sF]2
齿根弯曲疲劳强度满足规定。
5.重要设计结论
齿数z1 = 22、z2 = 87，模数m = 3 mm，压力角a = 20°，中心距a = 163.5 mm，齿宽b1 = 71 mm、b2 = 66 mm。
6.齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
高速级小齿轮
高速级大齿轮
模数m

3mm
3mm
齿数z

22
83
齿宽b

71mm
66mm
分度圆直径d

66mm
249mm
齿顶高系数ha

1.0
1.0
顶隙系数c

0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
3mm
3mm
齿根高hf
m×(ha+c)
3.75mm
3.75mm
全齿高h
ha+hf
6.75mm
6.75mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
72mm
251mm
齿根圆直径df
d-2×hf
58.5mm
241.5mm

3.2.2齿轮传动设计（3、4轮的设计）
1.选精度等级、材料及齿数
（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。
（2）一般工作机器，选用8级精度。
（3）选小齿轮齿数z3 = 23，大齿轮齿数z4 = 23×2.912= 66.976，取z4= 67。
（4）压力角a = 20°。
2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

1）拟定公式中的各参数值。
①试选载荷系数KHt = 1.6。
②计算小齿轮传递的转矩T2 = 382N/m
③选取齿宽系数φd = 1。
④由图查取区域系数ZH = 2.5。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε 。
端面压力角：
aa1 = arccos[z3cosa/(z3+2ha*)] = arccos[23×cos20°/(23+2×1)] = 30.181°
aa2 = arccos[z4cosa/(z4+2ha*)] = arccos[67×cos20°/(67+2×1)] = 23.998°
端面重合度：
ea = [z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)]/2π
= [23×(tan30.181°-tan20°)+70×(tan23.998°-tan20°)]/2π = 1.701
重合度系数：
Ze = = = 0.875
⑦计算接触疲劳许用应力[sH]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。
计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×128×2×10×300×1×8 = 3.69*108
大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 3.69×108/2.912= 1.266*108
查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.91、KHN2 = 0.93。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[sH]1 = = = 546 MPa
[sH]2 = = = 511.5 MPa
取[sH]1和[sH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[sH] = [sH]2 = 511.5 MPa
2）试算小齿轮分度圆直径

=
= 102.676mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
v = = = 0.688 m/s
②齿宽b
b = =1×102.676 = 102.676mm
2）计算实际载荷系数KH
①由表查得使用系数KA = 1。
②根据v = 0.688m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 0.78。
③齿轮的圆周力
Ft3 = 2T2/d1t = 2×1000×382/102.676= 7440.88 N
KAFt3/b = 1×7440.88/102.676 = 72.47 N/mm < 100 N/mm
查表得齿间载荷分派系数KHa = 1.2。
④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.469。
由此，得到实际载荷系数
KH = KAKVKHaKHb = 1×0.78×1.2×1.469 = 1.375
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d3 = = 102.676× = 97.618 mm
及相应的齿轮模数
mn = d3/z3 = 97.618/23 = 4.244mm
模数取为标准值m = 4 mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d3 = z3m = 23×4 = 92 mm
d4 = z4m = 67×4 = 268 mm
（2）计算中心距
a = (d3+d4)/2 = (92+268)/2 = 180 mm
（3）计算齿轮宽度
b = φdd3 = 1×92 = 92 mm
取b4 = 92、b3 = 97。

4.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿根弯曲疲劳强度条件
sF = ≤ [σF]
1）拟定公式中各参数值
①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Ye
Ye = 0.25+0.75/ea= 0.25+0.75/1.701 = 0.691
②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.25
YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.76
③计算实际载荷系数KF
由表查得齿间载荷分派系数aKFa = 1.2
根据KHb = 1.469，结合b/h = 10.22查图得KFb = 1.439= 1.439
则载荷系数为
KF = KAKvKFaKFb= 1×1.05×1.2×1.439 = 1.813
④计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 620 MPa、sFlim2 = 620 MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.87、KFN2 = 0.89
取安全系数S=1.4，得
[sF]1 = = = 385.29 MPa
[sF]2 = = = 394.14 MPa
2）齿根弯曲疲劳强度校核
sF1 =
= = 103.401 MPa ≤ [sF]1
sF2 =
= = 96.814 MPa ≤ [sF]2
齿根弯曲疲劳强度满足规定。
5.重要设计结论
齿数z1 = 23、z2 = 67，模数m = 4 mm，压力角a = 20°，中心距a = 180 mm，齿宽b1 = 97 mm、b2 = 92 mm。
6.齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
低速级小齿轮
低速级大齿轮
模数m

4mm
4mm
齿数z

23
67
齿宽b

97mm
92mm
分度圆直径d

92mm
268mm
齿顶高系数ha

1.0
1.0
顶隙系数c

0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
4mm
4mm
齿根高hf
m×(ha+c)
5mm
5mm
全齿高h
ha+hf
9mm
9mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
100mm
276mm
齿根圆直径df
d-2×hf
82mm
258mm

3.3 输入轴的设计
1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1 = 5.28 KW n1 = 480r/min T1 = 105.05Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
d1 = 66 mm
则:
Ft = = = 3183.33 N
Fr = Ft×tana = 3183.33×tan20° = 1158.64N
3.初步拟定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质解决，根据表，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 24.91mm
输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 26mm
4.轴的结构设计图

5.根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度
1）为了满足大带轮的轴向定位规定，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 30 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 35 mm。大带轮宽度B = 78 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 76 mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作规定并根据d23 = 30 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = l78 = 17+15 = 32 mm。
轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。
3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 71 mm，d56 = d1 = 66 mm
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。
5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知低速小齿轮的宽度b3 = 97 mm，则
l45 = b3+c+Δ+s-15 = 97+12+16+8-15 = 118 mm
l67 = Δ+s-15 = 9 mm
至此，已初步拟定了轴的各段直径和长度。
6.轴的受力分析和校核
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm
带轮中点距左支点距离L1 = (78/2+50+17/2)mm = 97.5 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = (71/2+32+118-17/2)mm = 177 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = (71/2+9+32-17/2)mm = 68 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 732.5 N
FNH2 = = = 1906.6 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = -1614.6 N
FNV2 = = = 1229 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 732.5×177 Nmm = 129652 Nmm
截面A处的垂直弯矩：
MV0 = FpL1 = 1345.58×97.5 Nmm = 131194 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = -1614.6×177 Nmm = -285784 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 1229×68 Nmm = 83572 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M1 = = 313819 Nmm
M2 = = 154253 Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 11.1 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

3.4 中间轴的设计
1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
P2 = 6.31 KW n2 = 182.28 r/min T2 = 330.35 Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级大齿轮的分度圆直径为：
d2 = 261 mm
则:
Ft1 = = = 2531.4 N
Fr1 = Ft1×tana = 2531.4×tan20°= 920.8 N
已知低速级小齿轮的分度圆直径为：
d3 = 92 mm
则:
Ft2 = = = 7181.5 N
Fr2 = Ft2×tana = 7181.5×tan20°= 2612.4 N
3.初步拟定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质解决，根据表，取：A0 = 107，得:
dmin = A0× = 107× = 34.9 mm
4.轴的结构设计图

5.根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度
1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作规定并根据dmin = 34.9 mm由轴承产品目录中选取深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×T = 35×72×17 mm，故d12 = d56 = 35 mm。
2）取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45 = 40 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B = 66 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 64 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d45 = 40 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，则轴环处的直径d34 = 48 mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34 = 14.5 mm。
3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 40 mm。
4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B = 97 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23 = 95 mm。
5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承宽度T = 17 mm，则
l12 = T+Δ+s+2 = 17+16+8+2 = 43 mm
l56 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 mm
至此，已初步拟定了轴的各段直径和长度。
6.轴的受力分析和校核
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm
高速大齿轮齿宽中点距右支点距离L1 = (66 - 2)/2 + 45.5-17/2 mm = 69 mm
中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (66/2+14.5+97/2)mm = 96 mm
低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3 = (97 - 2)/2+43-17/2)mm = 82 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 4208.4 N
FNH2 = = = 5504.5 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = -203.7 N
FNV2 = = = -1487.9 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面B、C处的水平弯矩：
MH1 = FNH1L1 = 4208.4×69 Nmm = 290380 Nmm
MH2 = FNH2L3 = 5504.5×82 Nmm = 451369 Nmm
截面B、C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L1 = -203.7×69 Nmm = -14055 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -1487.9×82 Nmm = -122023 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面B、C处的合成弯矩：
M1 = = 290720 Nmm
M2 = = 467568 Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 55 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

3.5 输出轴的设计
1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3
P3 = 6.06 KW n3 = 59.96 r/min T3 = 964.39 Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为:
d4 = 280 mm
则:
Ft = = = 6888.5 N
Fr = Ft×tana = 6888.5×tan20°= 2505.8 N
3.初步拟定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质解决，根据表，取:A0 = 112，于是得
dmin = A0× = 112× = 52.2 mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca = KAT3，查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，则:
Tca = KAT3 = 1.3×964.39 = 1253.7 Nm
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2023或手册，选用LT10型联轴器。半联轴器的孔径为63 mm故取d12 = 63 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为107 mm。
4.轴的结构设计图

5.根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位规定，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 68 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 73 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 107 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 105 mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作规定并根据d23 = 68 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6214，其尺寸为d×D×T = 70mm×125mm×24mm，故d34 = d78 = 70 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = 24+15 = 39 mm
左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6214型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 79 mm。
3）取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67 = 75 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B = 92 mm，为了使挡油环端面可靠